某厂汽轮机高中压缸负胀差大原因分析及处理 摘要：本文通过对某厂

某厂汽轮机高中压缸负胀差大原因分析及处理 摘要：本文通过对某厂汽轮机高中压缸负胀差大的原因进行分析，结合大修发现的问题，采取相应的处理措施，解决了机组正常运行中高中压缸负胀差偏大的问题，提高了机组的安全性和经济性。 关键词：负胀差 原因分析 处理 1 简介 某厂汽轮机是东方汽轮机厂生产的N300—16.7/537/537—4型亚临界、中间再热、高中压合缸、双缸双排汽、单轴凝汽式汽轮机。2001年3月投产。该机组为两缸两排汽型式，高中压部分采用合缸结构。因而进汽参数较高，为减少汽缸应力，增加机组启停及变负荷的灵活性，高压部分设计为双层缸。低压缸为对称分流式，也采用双层缸结构，为简化汽缸结构和减小热应力，高压和中压阀门都采用落地式，左右两侧对称布置，机组总长18m。 为了平衡转子的轴向力，高压部分设计反向流动，因此高压和中压进汽口都布置在高中压缸中部，是整个机组工作温度最高的部位。新蒸汽通过主蒸汽管进入高压主汽调节阀，再经4根φ273×40mm高压主汽管和装在高中压外缸中部的4个高压进汽管分别从上下方向进入高压通流部分。蒸汽经过1个单列调节级和9个压力级作功后，由高压缸前端下部的2个高压排汽口排出，经两根冷段再热汽管去锅炉再热器，管上各装1个Dg600mm的排汽止回阀。第七级后设一段回热抽汽供＃3高加，第10级后(高压排汽)设2段抽汽供＃2高加。 再热蒸汽通过两根热段再热蒸汽管进入中压联合汽阀，再经两根φ582×65mm中压主汽管从高中压外缸中部下半两侧进入中压通流部分。中压部分共有6个压力级，第3级后有一个3段抽汽口供＃1高加，中压排汽一部分从高中压外缸后端下半的4段抽汽口抽汽供除氧器，大部分从上半正中的一个φ1400mm中压排汽口进入连通管通向低压缸。 低压部分为对称分流双层缸结构，蒸汽由低压缸中部进入通流部分，分别向前后两个方向流动，经2×6个压力级作功后向下排入凝汽器。在1～4级后各设有5～8段抽汽口，分别供4个低压加热器。汽轮机静子通过横键相对于基础各保持两个固定点(绝对死点)，一个在中低压轴承箱基架上2号轴承中心线后205mm处，另一个在低压缸左右两侧基础架上低压进汽中心前360mm处。机组在启动时，高中压缸及前轴承箱向前膨胀，低压缸向前后两个方向膨胀。高压内缸相对于高压外缸死点在高压进汽中心线前475mm，以定位环凸缘槽定位，低压缸的内外缸相对死点设在低压缸进汽中心线处，高、低压内缸分别由死点向前后两个方向膨胀。转子相对静子固定点(相对死点)，在中低轴承箱内推力轴承处，机组启动时，转子由此处向前后膨胀。 高中压缸与前轴承箱之间的推拉力，通过汽缸下半前端与前轴承箱之间的推拉装置传递。高中压缸与中低压轴承箱之间的推拉力由猫爪下面的横向键传递。为使汽缸与轴承箱保持中心不变，汽缸下半前后两端均设立键。高中压缸设有两个总膨胀测点，分别在前轴承箱的两侧，高中压缸胀差测点装在前轴承箱内。 2 存在的问题 该厂汽轮机从2001年3月投产以来，机组在运行中一直存在高中压负胀差偏大的问题，顺阀运行方式（300MW负荷），高中压胀差达到-1.4mm，机组调峰时，高中压负胀差则更大，经常在-1.5~-2.0 mm之间，而且高中压缸总膨胀达28.5mm，超过设计值27mm，影响机组的安全运行，例如：2002年3月28日，因为锅炉灭火，在冲转到2810rpm时，高中压胀差达到-3 mm，达到规程允许的极限值（规程规定高中压胀差为-3~+6 mm）而被迫停机，使得机组在锅炉灭火后无法及时开出，造成机组不必要的停运，影响经济效益及发电量；在2002年12月8日，该机组滑参数停机，汽缸温度降到365℃时，高中压胀差达到-2.95mm而打闸停机，无法将汽缸温度再降低，延长停盘车时间，延误检修工期。在机组运行中，为了降低负胀差，经常采用单阀控制的运行方式，而不敢采用顺阀控制运行方式，从而降低机组的热效率，增加发电成本，不利于机组的经济运行。 3 原因分析 3.1 高压外缸内壁温度比高压内缸内壁温度高，胀差最大时外缸内壁温度与内缸内壁温度差上缸/下缸达50/30℃，一般情况下都有37/20℃以上，高中压缸的总膨胀比设计值还大，这些现象说明高压缸夹层有汽源进来，高中压外缸被加热，造成高中压缸负胀差大。造成温度升高的主要原因有： （1）夹层加热装置阀门关闭不严密，主蒸汽漏进夹层，加热高压外缸。在机组运行中多次检查夹层加热联箱的工况，压力为零，温度也只有100多度，手动打开夹层加热联箱到凝结器的疏水手动阀门，高压外缸内壁温度保持不变，说明夹层加热联箱的压力表和温度表指示正确，可以排除夹层加热装置漏汽进入夹层的可能。 （2）高中压缸前轴封漏汽：高中压缸前轴封的一级漏汽，经两根ф38mm的管道穿过定位环引入夹层Ⅰ区；Ⅰ区蒸汽通过隔热环外沿5mm宽的环形间隙进入与Ⅰ段抽汽口相通的Ⅱ区，随抽汽进入#1高压加热器；Ⅱ区的温度、压力与Ⅰ段抽汽参数接近，Ⅰ区的压力略高于Ⅱ区，在内缸壁和定位环的辐射及引入轴封漏汽的作用下，Ⅰ区的温度较接近内缸内壁温度。但在#10机组安装时，安装单位为了安全，将轴封间隙调到最大值，所以高中压缸前轴封的一级漏汽比较大，进入汽缸夹层，加热高压外缸，造成汽缸的膨胀量增加。 （3）由于高压内缸中分面变形、汽缸螺栓紧力不均匀、螺栓紧力不够大、螺栓紧力提早释放等原因造成高压内缸中分面漏汽，使汽缸夹层温度升高，加热高压外缸。 （4）高压进汽管活塞环漏汽。高压外缸上下共装有4根高压进汽管，进汽管采用弹性法兰安装在外缸上，进汽内套管插入高压内缸喷嘴室，套管采用活塞环密封，由于活塞环变形、安装质量不好，造成活塞环卡涩，密封效果差，让喷嘴室内的蒸汽漏进夹层，从而加热高压外缸。 （5）高压内缸疏水管焊接裂纹或疏水管穿裂，漏汽进入夹层，加热高压外缸。 3.2 滑销系统安装质量不佳，间隙偏大，存在虚位，使高中压缸的总膨胀及胀差存在误差。 3.3 机组安装时推力盘的零位定得不准确，存在误差。 3.4 胀差测量表记、传感器不准确，存在误差。 4 解体检查情况 根据以上的原因分析，在2002年12月该机组进行大修时，对可能引起高中压缸负胀差大的地方做重点检查，发现存在不少缺陷，具体检查情况如下： （1）解体检查时发现：高压前轴封磨损严重，汽封间隙达到1.3mm，而且汽封块变形严重，弹簧片失去了弹性作用，一点活动量都没有，卡死在轴封套上，汽封块用手工拆卸不出来，需要上车床车掉汽封块，这说明高压缸前轴封漏汽比较大。 （2）解体高压内缸时，发现汽缸螺栓紧力很不均匀，汽缸中分面在安装时没有涂密封脂，存在漏汽现象。扣空缸检查中分面接触情况，内张口最大为0.30mm，但没有穿透间隙。 （3）拆高压缸进汽管时，发现进汽内套管活塞环变形、卡涩严重，部分活塞环已失去弹性，起不到密封作用，说明这里有蒸汽漏入夹层加热汽缸。 （4）解体后检查高压内缸疏水管，没有发现焊接裂纹及疏水管穿裂的缺陷，可以排除高压内缸疏水管漏汽的可能。 （5）对滑销系统进行清理检查，发现高压缸与前箱之间的推拉装置配合间隙为0.40mm，偏大，这说明高中压缸的总膨胀及胀差存在0.30mm的误差。 （6）检查推力盘的零位，当推转子、使推力盘向后紧贴推力瓦工作面时，发现推力瓦球面的串动量为0.71mm，严重超标，影响胀差的零位；推力间隙为0.41mm，符合标准要求。检查发现：推力瓦定位环间隙为0.14mm偏大，推力瓦球面接触不良。 （7）对胀差测量表记、传感器进行检查，存在测量误差。 5 处理措施 根据以上的原因分析以及解体检查时发现的问题，结合实际情况，在大修时采取以下处理措施： （1）将高压缸前轴封的汽封块及弹簧片全部更换，并将轴封间隙调整到0.60~0.70mm范围内。 （2）由于高压内缸中分面没有穿透间隙，所以没有对汽缸中分面进行处理，组装时在汽缸中分面涂上MF-3型密封脂，螺栓冷紧力矩由原来的5000N.m加大到10000N.m，热紧弧长在原热紧值的基础上加大15%（螺栓冷、热紧力值是由东方汽轮机厂提供的） （3）组装时将高压进汽内套管活塞环全部更换。 （4）将滑销系统的间隙调整到标准范围内，将高压缸与前箱之间的推拉装置配合间隙调整到0.10 mm，减少误差。 （5）在推力瓦定环工作瓦侧加0.10mm不锈钢垫片,调整定位间隙符合标准要求；研磨推力瓦球面，使其接触良好，减少推力瓦球面串动。在组装时重新定转子推力盘的零位，推转子、使推力盘向后紧贴推力瓦工作面，测量推力瓦球面总串动，前后串动量为0.10mm，符合标准要求。 （6）对胀差测量表记、传感器重新进行校验，提高精度，减少胀差的测量误差。 6 效果 通过对该厂汽轮机高中压缸负胀差大的原因进行分析，结合大修时发现的实际问题，采取以上的处理措施，逐个消除可能造成高中压缸负胀差大的缺陷，取得了明显的效果。该汽轮机大修后开机，运行情况稳定，各项指标符合要求，在带满负荷（300 MW负荷）工况下、采用顺阀控制运行方式时，高压内缸内壁温度和高压外缸内壁温度、高中压缸总膨胀、高中压缸胀差分别如下： （1）高压内缸内壁温度为530℃，高压外缸内壁温度为510℃。 （2）高中压缸总膨胀为27 mm。 （3）高中压缸胀差为0.6 mm。 从上面的数据可以看出：该厂汽轮机大修后，解决了高压外缸内壁温度比高压内缸内壁温度高、高中压缸总膨胀超过设计值、高中压缸负胀差大的问题，提高了机组的安全性、经济性以及适应运行工况变化的能力，满足机组的调峰要求，提高了机组的热效率，降低发电煤耗，节约成本，增加发电量。